在生產(chǎn)實踐經(jīng)驗得知，硬齒面減速機高速軸很容易發(fā)生斷裂，如某國外減速機的高速軸經(jīng)常在兩處發(fā)生斷裂：

 

 

       一處在聯(lián)軸器同高速軸的配合端面部位：

 

 

       另一處在軸承同軸的配合端面部位:

 

 

 

       這是高速軸斷裂的A斷口形貌，從圖中可以看到疲勞源位于鍵槽底部的尖角處。斷口具有疲勞源區(qū)、疲勞擴展區(qū)和靜斷區(qū)，高速軸是典型的疲勞斷裂。

 

       這是高速軸斷裂的B斷口形貌,這也是一個疲勞斷裂斷口，靜斷區(qū)很小，說明軸中的名義應力并不大。

       斷裂軸的斷口特征：

       1）斷口是疲勞斷口，軸是疲勞斷裂。

       2）軸的斷裂部位大部分正好位于聯(lián)軸器與軸過盈配合的邊緣處。

       3）早的疲勞裂紋大都發(fā)生在平鍵鍵槽的尖角處或過渡圓角處。

       4）軸的斷口垂直于軸的軸線，基本上是一種高強度鋼彎曲扭轉型斷口。

       正常情況下，軸在設計中疲勞強度安全系數(shù)都很大，通常可達3以上，高速軸是不會斷裂的；實際檢驗后，軸的材料熱處理工藝也是符合技術要求的。所以在高速軸發(fā)生斷裂后，經(jīng)分析我們得出以下原因：

原因一：鍵槽的應力集中

       觀察很多帶鍵槽的斷軸斷口，可以看到早的疲勞裂紋往往發(fā)生在平鍵鍵槽尖角處，很明顯鍵槽的應力集中和軸的截面面積減小影響了軸的強度。特別是鍵槽底部的圓角r(圖6)對應力集中的影響很大。圖中所示是某礦用減速機高速軸的鍵槽,鍵槽底部的圓角r就很小，加大了鍵槽的應力集中。

 

       軸受純扭轉時，鍵槽和配合邊緣處的有效應力集中系數(shù)Kτ見圖7[1]所示。當軸的抗拉強度Rm=900MPa時，鍵槽的有效應力集中系數(shù)Kτ=2。因此鍵槽對軸的削弱是很大的。

原因二：聯(lián)軸器同軸的過盈配合

 

       當軸斷裂部位正好是聯(lián)軸器同軸過盈配合的邊緣處，過盈配合對軸的強度影響很大。可見：過盈配合H7/r6 的應力集中系數(shù)可達2.2以上；過盈配合H7/k6的應力集中系數(shù)約為1.77；高速軸常用的過盈配合H7/m6的應力集中系數(shù)不會小于1.8。因此，高速軸就容易在聯(lián)軸器與軸過盈配合邊緣處斷裂了。

過盈連接的應力集中和接觸應力分布實例如圖所示。

 

       值得注意的是，以上原因之一（鍵槽應力集中）和原因之二（過盈連接應力集中）雖然對高速軸的強度有影響，但是兩者在軸的強度設計和安全系數(shù)計算中都已經(jīng)計及的因素，因此可以肯定，兩者都不是造成軸容易斷裂的決定性原因。

       真正造成高速軸斷裂多發(fā)病的是以下幾個人們不注意的原因：

原因三：減速機的安裝、使用方面的問題

       硬齒面減速機設計中的一個老大難問題是電動機和減速機軸直徑嚴重不匹配，減速機軸比電動機軸要細很多。通常，減速機軸直徑d2是電動機軸d1的3/4～1/2左右，如圖所示。如果電動機軸和減速機軸同軸度很差，就會在聯(lián)軸器上產(chǎn)生附加徑向力F。

 

 

電動機、聯(lián)軸器和減速機的配置

       由于電動機與減速機的軸徑不同（d1、d2），造成兩者抗彎截面模數(shù)不同（抗彎截面模數(shù)同直徑 d3成正比），聯(lián)軸器產(chǎn)生的附加徑向力F對兩軸的危險斷面的附加彎矩（應力）也不同[1]。舉例說明如下：

       軸危險截面的彎曲應力：

           電動機軸 σ1=Fl1/0.1d13 ; 減速機軸 σ2=Fl2/0.1d23

           當l1≈ l2時（見圖9），兩應力比值為 σ2/σ1= d13/ d23。

           如果取d2=1 , d1=2, 則 σ2/σ1 =8，應力差別巨大。

       減速機斷軸計算實例:

           已知：某減速機高速軸斷裂，其直徑d2=60mm , 電機軸直徑 d1=90mm,

           則 σ2/σ1 =d13/d23=903/603=3.375。

 

       因此，斷裂的始終是減速機軸。

       附加徑向力F的大小，取決于電動機和減速機兩軸的同軸度。此同軸度對硬齒面齒輪減速機軸的損傷非常敏感。在《機械設計手冊》中，對于彈性聯(lián)軸器通常規(guī)定減速機的安裝不同軸的徑向位移Δy不得大于0.2～0.3mm。這對于軟齒面減速機可能是合適的，而對硬齒面減速機可能就偏大了。而大多數(shù)現(xiàn)場安裝、使用人員并不重視此不同軸度，認為使用彈性聯(lián)軸器可以自動補償誤差，這是嚴重的誤判。上述計算表明：由于減速機軸比電動機軸要小得多，因此減速機軸上的彎曲應力要比電動機軸大很多，減速機軸發(fā)生斷裂就是必然了。

 

原因四：軸上聯(lián)軸器的徑向剛度。

       所謂聯(lián)軸器的徑向剛度是指聯(lián)軸器兩軸產(chǎn)生每單位徑向位移Δy需要的徑向力。徑向剛度越大，徑向力就越大，對連接軸強度不良影響就越大，非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，如彈性套圓柱銷聯(lián)軸器、梅花聯(lián)軸器、輪胎式聯(lián)軸器等，其徑向剛度就小。

 

 

 

原因五：軸上旋轉零件的不平衡。

      旋轉零件的靜平衡或動平衡不好，將會使旋轉零件產(chǎn)生離心力，增加了軸的附加應力，從而影響軸的強度。圖為半聯(lián)軸器——軸——減速機的配置關系，圖中半聯(lián)軸器質(zhì)量有點偏心。

 

半聯(lián)軸器—軸—減速機的配置

       旋轉零件質(zhì)量偏心引發(fā)的離心力為

       式中 Q——由偏心產(chǎn)生的離心力(N)；

               r——偏心距 (mm)；

               n——軸的轉速 (r/min)；

              m——聯(lián)軸器的質(zhì)量(kg)；

               d——軸的直徑（mm）。

 

       由于離心力與旋轉零件的質(zhì)量平方成正比，因此質(zhì)量對離心力的影響特別大。

 

       1）嚴格控制鍵槽的加工質(zhì)量，特別是槽底的圓角半徑 r，盡可能按標準取大值；沒有圓角的鍵槽不能使用。

       2）安裝在高速軸上的聯(lián)軸器、制動輪等，應經(jīng)過靜平衡或動平衡試驗，避免過大的附加離心力。

       3）盡量減輕聯(lián)軸器、制動輪重量。

       4）不能使用制造質(zhì)量不符合技術要求的聯(lián)軸器、制動器。

       5）減速機和電動機的底座底面，好采用經(jīng)過加工的平面；調(diào)整墊片要平整，好有定位措施，如圖所示。

 

 

       6）定期檢查地腳螺栓是否有松動、斷裂等，目的是為了防止設備運轉一段時間后，電動機或減速機發(fā)生移動，破壞已經(jīng)調(diào)整好的同軸度。

       7）重要的是控制減速機安裝的同軸度，安裝減速機時，應派遣掌握技術的專業(yè)人員，負責調(diào)整、檢測電動機和減速機的同軸度。采用快速、簡單、經(jīng)濟的激光對中裝置，檢測兩軸的對中可能有好的效果。

 

激光對中裝置

 

（來源：中通協(xié)減速機分會）